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地铁车站通风空调系统变频技术研究
赵阳，庄壮壮，余龙清，马峰
天津大学机械工程学院中低能源高效利用教育部重点实验室天津市卫津路92号
强调：
●使用FCT降低地铁VAC的能耗是必要和可能的。
●分析FCT运行冷冻水泵的影响。
● 结果表明，车站公共区域变风量是可行的。
● 计算表明，使用FCT的节能效果相当可观。
文章信息
文章历史：
2013年11月13日收到
2014年4月9日接受
2014年4月24日在线提供
关键词：地铁站 节能 变频技术 热力学方法 CFD
8/5000
抽象
通风和空调系统（VAC）是地铁中最节能的潜在系统。本文分析了地铁车站初期，近期和长期的客流量，空调负荷和车站供气量。并建议有必要使用变频技术（FCT）来运行冷水泵，空气处理单元（AHU）风扇和后/排风扇。然后采用热力学方法分析了运行冷冻水泵与FCT的影响。结果表明，采用FCT运行的冷水泵虽然增加了冷水机组的能耗，但可以降低系统的总功耗。然后根据变风量通过CFD软件模拟平台和车站大厅的温度场和速度场。结果表明，在FCT运行VAC系统的条件下，温度场和速度场分布均处于舒适的范围内。最后，以典型的夏日为例，本文分析了初始，近期和长期阶段冷水泵，AHU风机和后排/排风机的节能情况，计算结果显示各自的总能量节能量分别为1103.4千瓦时，1064.3千瓦时和926.2千瓦时，各自的总节电率为73.4％
71.2％和59.5％。
- 介绍
随着经济，城市化和城市扩张的发展，城市交通压力加大，中国环境恶化。 为了缓解交通压力，减少环境的污染，各大城市开始建设高效，绿色，客流量大的地铁，但其高耗能不容忽视。例如深圳地铁的开通仅20公里年用电量占深圳总用电量的1/3【1】，其中地铁空调能耗约占35％。 根据地铁设计规范，最大长期负荷决定了地铁车站VAC设备容量的10％20％[2]。 在运行过程中，特别是在初始阶段，VAC的满载运行时间将小于总运行时间的5％。 同时，地铁的早高峰和晚高峰的特点使得地铁的空调负荷在一个工作日内极不稳定。因此，有必要对地铁的VAC进行节能研究[3]。
由于中国南方和北方的气候差异和不同的地铁设计理念，地铁站的VAC不同。 根据实际情况，需要针对不同的地方构建不同的节能控制方案。本文提出并研究了华南平台屏蔽门设计安装的地铁站，并对其相应的节能方案进行了研究。 地铁站原理图的VAC如图1所示。
目前，地面的节能措施之一建筑是使用FCT来控制VAC的流体机械（风机和泵），本文将介绍这一点。 通过实证分析，本文拟研究FCT用于车站公用区冷水系统和通风系统的可行性。
命名法:
Qe冷水机制冷量，kW Ebf后部/排气扇的整体能源消耗量，kWh
Qe，0制冷额定制冷量，kW E1冷水泵变频节能量，kWh
Q0制冷量，kW E2通过AHU风机变频节能量，kWh
Wp泵功率，kW E3通过后/排风扇变频节能量，kWh
Wwc冷水机组功率，kW E4增加了冷水机组的能源消耗量，千瓦时
Ke蒸发器传热系数，kW /（m2 C） xt总节电率
Ke，0蒸发器额定传热系数，kW /（m2 C） 缩略语:
Fe蒸发器传热面积，m2 VAC通风和空调系统
VW，E0冷水机额定水流量，m / s AHU空气处理单元
蒸发温度，℃ FCT变频技术
tei返回冷水温度，℃ VPF可变主流量系统
COPI一体式冷水机组COP 变风量变风量技术
Ep冷冻水的综合能耗量
水泵，千瓦时
Ef，AHU风机整体能耗量，kWh
图1.地铁站VAC原理图
图2.车站乘客的小时分布情况（早上急流量单位为1）
图3.小时站空调负载（最大长期空调负载是单位体积1）
图4.小时空气站空气供应（长期最大空气供应量是单位体积1)
图5.可变主流量系统示意图
2.车站客流量和空调负荷分析
小时预测客流量如图2所示，表明每天不同时间的客流差异非常大，早晚高峰客流非常明显，变化驼峰形。 根据旅客的预报等信息，根据中国建筑热环境专业气象数据集[4]提供的典型年气象数据，并根据地铁设计规范，以典型夏季日为例 ，计算初期，近期和长期的小时站空调负荷，如图3所示。大多数情况下，空调负荷为最大长期空调负荷的60％〜80％。 一天之内，冷冻水流量急剧变化，因为空调负荷直接反映了冷冻水流量的需要。
根据车站负荷情况，计算初期，近期和长期的供气量，结果如图4所示。车站公共区域的空气供应量也在一天内剧烈变化。 特别是在最初阶段和最近阶段，供气量不到最大长期阶段的60％。
小时客流量，空调负荷和供气量的预测表明，地铁客运量的变化导致了空调负荷和空调供给在初期，近期和长期的急剧变化，其趋势是明显的驼峰。 同时，VAC地铁站的设备选型是根据长期的最大客流量和空调量进行的负载，所以有必要并可能使用FCT来降低能耗。
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冷冻水系统变流量可行性分析
- 冷冻水系统运行模式
为降低冷水泵的能耗，泵的转速可根据空调负荷进行调整，但也会改变冷水机组蒸发器的水流量，这在正常情况下是不允许的[5]。近年来，随着冷水机组控制技术的发展，电控技术已经取代了机械和气动控制技术。当负载变化很小时，控制系统可以做出及时的响应。即使蒸发器水流量可变，冷水机组也可以正常稳定地工作。因此，本文在冷水系统中使用可变主流系统（VPF）[6]。其原理如图5所示，其出水和回水的设计温差为5C（7C / 12C）。根据空调负荷，VPF直接调节冷冻水泵的流量。当水流量减少到由冷却器和蒸发器决定的最小流量时，冷水泵按照最小流量运行，旁通阀现在打开。 VPF中的旁通阀旨在确保冷水机组和蒸发器的正常运行。
有两种变频控制方式来控制VPF冷水泵：温差控制和压力控制。压力控制分为主干管道压力控制和最不利的压力控制。如图5所示，VPF有几个终端设备（只有两个AHU）。根据设计要求，终端设备的使用条件相同。同时，冷冻水系统很简单。因此，从系统和节能的角度出发，选择温差控制方法来控制VPF。温差控制只改变系统水流量，不改变管路特性，因此水泵变频运行符合流体机械的类似定律，使功率
和频率变成三种权力关系。与恒流控制相比，用温差控制控制泵流量可以达到最大的节能率[7]。
-
- 冷水变流量运行性能分析
目前，VPF难以推广的原因是冷水变流量使得制冷机COP降低，整个系统的节能效果不明显，即使没有节能。 因此，分析应根据特定工程应用的具体情况进行。 根据文献[8]，例如，提供了一个典型案例研究的理论模型，以建立一个通过冷凝器冷却水系统为海水电厂提供冷却水泵变频驱动的可行性。 本文采用热力学方法分析了冷水变流量的可行性。 蒸发温度是确定冷水机组COP的重要因素。 蒸发器的传热和节能方程为：
由等式（1）推导出蒸发温度与冷水流量之间的关系:
当冷水流量Vw，e变化时，Qe，Ke和te变化。
当溢流蒸发器的水侧流量发生变化时，传热系数Ke只与冷水流量Vw,e成线性关系:
其中，Ke为相对传热系数，等于变流量传热系数除以设计流量传热系数的比值Vw; e为相对流量，等于变流量除以设计的比例 流; lK，e和sK，e是与蒸发器有关的常数，这两个数是正数且不大于1 [9]。
根据文献[10]，分析相对载荷Qe和相对流量Vw,e之间的关系;
其中Qe为相对载荷，等于可变载荷除以设计载荷的比值，sQ是与制冷盘管相关的常数，正数且不大于1。
方程（3），方程（4）生成方程（2）
假设
然后上面的等式简化为
因为对于特定的器件，Qe，0，Ke，0，Vw，e0值是已知的
常数，Ae，Be是与设备有关的常数。 假设
1）冷却水流量操作遵循设计的流量值并设计进出水温度（30C / 35C）;
2）当冷冻水按设计流量值运行时，其供应温度是7C;
3）当冷冻水流量变化时，制冷量与冷冻水流量关系是等式（4）。
在这些假设下，分析冷水变流量和设计流量运行条件下的蒸发温度，结果和比较如图6所示。根据结果，如果冷冻水泵采用可变流量操作，当水流量减少时，蒸发温度也会上升，但小于设计流量运行时间的增量。 在60％的设计流量下，变流量的蒸发温度比设计流量低大约0.6C。 蒸发压力与蒸发温度呈正相关，冷水机组压缩机能耗与蒸发压力呈反相关关系。 因此，随着蒸发温度的降低，冷却器能耗增加，COP减小，如图7所示。该图显示随着冷冻水流量减少，制冷器COP降低。 然而，即使冷冻水流量为设计流量的60％，变流量的COP也仅相对于设计流量减少了6％。
图6.冷水变流量操作和设计值操作之间的蒸发温度对比
图7.冷水变流量与设计流量运行对比的相对COP
3.3. 冷冻水变流量运行时系统整体运行性能分析
冷水变流量操作不仅导致冷冻机COP下降，而且还大大降低了冷冻水泵的能耗。 为了清楚地分析对整个系统的影响，对冷水机组的COP进行了综合定义，写成COPI，公式为：
设计流量和变量流量的综合COPI如图8所示。变流量操作的集成冷却器COPI总是高于设计流量操作。 因此，根据空调负荷变化的冷水变流量操作是可行的并且可以降低整个系统的能量消耗。
图8.冷冻水设计流程操作和变流量操作的集成COPI
- 车站公共区域变流量运行的可行性分析
该地铁车站的VAC采用双风扇全空气系统，发动机房设在车站两端的控制室内。站内两端对称布置AHU风机，后/排风机，排烟风机和新风机。每一端负责车站公共区域的半载。通常，地铁车站的VAC使用固定的气流设计。本文采用广泛应用于地面施工的变风量技术（VAV）。 Fluent软件用于模拟车站公共区域VAV运行的影响[11,12]，其模型如图9所示。通过分析温度和速度场，确定VAV是否适合地铁车站。仿真条件如下：环境温度为15℃，客流量为长期最大小时流量的10％，供气为AHU额定风量的80％。运行模式是使用机械通风模式，冷水机组关闭。模拟结果如图10e13所示（平台和台站的横截面为1.65 m）
4.1. VAV温度场分析
根据文献[13]，为地下铁路环境定义可接受的热舒适标准非常困难。 本文根据文献[14]计算舒适温度范围，结果为18.7e26.3？C，符合舒适性要求。 如图10所示，大部分平台的温度在20℃和26℃之间。 但有一小部分温度高于26℃，如黄色，橙色和红色区域。 黄色区域（温度范围：26〜28℃）主要位于屏蔽门和电梯之间，由于区域狭窄，空气流动缓慢，所以热量相对集中，与实际的地铁一致，占地面积较小。 温度高的橙色和红色区域主要集中在靠近电梯和墙壁的区域。 这主要是因为靠近边界墙的流体速度等于0.这个范围非常小，乘客一般不接近加热面，所以高温不影响乘客的等待环境的舒适度。
图9.车站公共区域模型
图10.平台的温度场
图11.车站大厅的温度场
如图11所示，车站大厅的大部分温度区域主要在21℃和26℃之间（绿色，浅绿色，淡黄色区域）。 虽然温度高于平台，但在18.7℃和26.3℃之间的温度范围内仍然处于舒适的范围。 出于同样的原因，靠近墙壁的温度场与平台内的温度场相似。 由于车站大厅管道布置与平台不同，黄色，深黄色和橙色区域意味着高温区域增加。 车站大厅回风管设置在两侧，车站大厅比平台宽，导致远离回风管的区域的热量不能迅速排出，温度相对较高。 但高温区域靠近墙壁，不会影响车站的整体舒适度。
4.2. VAV速度场分析
平台内的风速在0 m / s和1 m / s之间，在墙壁附近为零，如图12所示。整个平台的风速主要分布在0e0.3 m / s。 它在出口下方大于0.9米/秒，然后逐渐减小到0.3米/秒。 过渡速度场缓慢，风速相对较低，乘客感觉不到风。 没有风速为0米/秒的区域，空气分布不会影响平台。
图12.平台的速度场
如图13所示，车站大厅内的风速介于0m / s和0.8m / s之间，最大速度小于平台。 这主要是因为车站大厅高于平台。 整个车站大厅内的风速主要在0 m / s到0.3 m / s之间，没有死区和吃风感变化不大。
图13.车站大厅的速度场
4.3. 概要
以上结果表明，当系统采用VAV技术运行时，车站公共区域的温
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